【正文】 要求，可在前后懸架中加裝橫向穩(wěn)定桿，提高汽車操縱穩(wěn)定性。(2) 將路面與車輪之間的摩擦所產(chǎn)生的驅(qū)動(dòng)力和制動(dòng)力傳輸?shù)降妆P(pán)和車身。典型的懸架結(jié)構(gòu)由彈性元件、導(dǎo)向機(jī)構(gòu)以及減震器等組成，個(gè)別結(jié)構(gòu)則還有緩沖塊、橫向穩(wěn)定桿等。 汽車懸架的分類為適應(yīng)不同車型和不同類型車橋的需要，懸架有分為獨(dú)立懸架和非獨(dú)立懸架。這樣使得發(fā)動(dòng)機(jī)可放低安裝，有利于降低汽車重心，并使結(jié)構(gòu)緊湊。同時(shí)獨(dú)立懸架非簧載質(zhì)量小，可提高汽車車輪的附著性。非獨(dú)立懸架特點(diǎn)是兩側(cè)車輪安裝于一整體式車橋上，當(dāng)一側(cè)車輪受沖擊力時(shí)會(huì)直接影響到另一側(cè)車輪上，當(dāng)車輪上下跳動(dòng)時(shí)定位參數(shù)變化小。目前廣泛應(yīng)用于貨車和大客車上，有些轎車后懸架也有采用的。 其主要特點(diǎn)是：（1）組成懸架的構(gòu)件少，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，便于維修，經(jīng)濟(jì)性好。（3）轉(zhuǎn)彎時(shí)車身傾斜度小。（5）側(cè)傾中心位置較高，有利于減小轉(zhuǎn)向時(shí)車身的側(cè)傾角。 懸架的設(shè)計(jì)要求懸架與汽車的多種使用性能有關(guān)，在懸架的設(shè)計(jì)中應(yīng)該滿足以下性能要求：（1）保證汽車有良好的行駛平順性。（3）保證汽車具有良好的操縱穩(wěn)定性。（5）結(jié)構(gòu)緊湊、占用空間小。在滿足零部件質(zhì)量小的同時(shí)，還要保證有足夠的強(qiáng)度和壽命。汽車的前、后懸架與簧載質(zhì)量組成的振動(dòng)系統(tǒng)的固有頻率，是影響汽車行駛平順性主要參數(shù)之一。此外，前后懸架的固有頻率接近可以避免產(chǎn)生較大的車身角振動(dòng)，n1n2的汽車高速通過(guò)單個(gè)路障時(shí)引起的車身角振動(dòng)小于n1n2的汽車。滿載時(shí)單個(gè)鋼板彈簧的載荷：Fw1=( G1 Gu1)/2=()/2=, Fw2=( G2 Gu2)/2=()/2= 滿載時(shí)單個(gè)鋼板彈簧的簧載質(zhì)量：m1= Fw1/g=m2= Fw2/g= 懸架的靜撓度f(wàn)c及剛度c懸架的靜撓度f(wàn)c 是指滿載靜止時(shí)懸架上的載荷Fw與此時(shí)懸架剛度c之比，即fc= Fw /c。因此，汽車前、后部分車身的固有頻率n1和n2可用下式表示n1=；n2= （1）式中，、為前、后懸架的剛度（N/mm）；mm2為前、后懸架的簧上質(zhì)量（kg）。將fcfc2代入式（1）得到 n1=； n2=（2）所以 fc1=()2=()2=77mm fc2=()2=()2=63mm懸架剛度=；=。要求懸架應(yīng)有足夠大的動(dòng)撓度，以防止在壞路面上行駛時(shí)經(jīng)常碰撞緩沖塊。 懸架彈性特性懸架受到的垂直外力F與由此所引起的車輪中心相對(duì)于車身位移f（即懸架的變形）的關(guān)系曲線，稱為懸架的彈性特性。當(dāng)懸架變形f與所受垂直外力F之間成固定的比例變化時(shí)，彈性特性為一直線，稱為線性彈性特性，此時(shí)懸架剛度為常數(shù)。（1）前懸架常剛度前懸架承載輕且載荷變化不大，所以設(shè)計(jì)為常剛度的，鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的（如圖21）。其懸架的彈性特性曲線如圖22所示。圖22 變剛度懸架彈性特性曲線示意圖 懸架側(cè)傾角剛度及其在前、后軸的分配懸架側(cè)傾角剛度系指簧上質(zhì)量產(chǎn)生單位側(cè)傾角時(shí)，懸架給車身的彈性恢復(fù)力矩。側(cè)傾角過(guò)大或過(guò)小都不好。此外，還要求汽車轉(zhuǎn)彎行駛時(shí)，前、后輪側(cè)偏角之差δ1δ2應(yīng)當(dāng)在1o～3o范圍內(nèi)。所以前、后懸架側(cè)傾角剛度的比值為/=。圖23 矩形斷面：矩形。：分體式。鋼板彈簧中部用兩個(gè)U型螺栓固定在前橋上。前端卷耳用鋼板彈簧銷與前支架相連，形成固定的鉸鏈支點(diǎn)，與車架連起來(lái)；后端卷耳則通過(guò)吊耳銷與用鉸鏈掛在后支架上可以自由擺動(dòng)的吊耳相連，與車架連起來(lái)。鋼板彈簧工作時(shí)，越靠近中間受到的彎曲力矩越大，為了充分利用材料并有足夠的強(qiáng)度和彈性，鋼片長(zhǎng)度由上到下逐漸縮短。 減振器為液力雙作用筒式減振器。減振器通過(guò)連接銷、上支架、下支架以及其橡膠襯套分別與車架和前軸連接，并且向后傾斜十度。后者因?yàn)橐獋鬟f縱向力，必須設(shè)置附加的導(dǎo)向傳力裝置，使結(jié)構(gòu)復(fù)雜、質(zhì)量加大，所以只在極少數(shù)汽車上應(yīng)用?？v置鋼板彈簧又有對(duì)稱與不對(duì)稱式之分。CA1046貨車采用對(duì)稱式鋼板彈簧。fa用來(lái)保證汽車具有給定的高度。（2）鋼板彈簧長(zhǎng)度L的確定鋼板彈簧長(zhǎng)度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。（4）.鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo鋼板彈簧總截面系數(shù)Wo≥[Fw(Lks)/(4[σw])] 式中，[σw]—許用彎曲應(yīng)力，[σw]=350～450MPaWo≥[(100)/(4350)]= mm3前懸架板簧選擇4片。確定各葉片長(zhǎng)度的方法有作圖法和計(jì)算法。連接這兩點(diǎn)就得到三角形的鋼板彈簧展開(kāi)圖。當(dāng)有與主片等長(zhǎng)的重疊片時(shí)，可將B點(diǎn)與最下一個(gè)重疊片的上側(cè)端點(diǎn)相連。有的葉片端部裝有夾箍，則需有一定的余量。用共同曲率法來(lái)計(jì)算剛度。剛度驗(yàn)算公式為：其中 ， ，式中，α—經(jīng)驗(yàn)修正系數(shù)，α=E—材料的彈性模量，E=105MPallk+1—主片和第k+1片的一半長(zhǎng)度。（1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高HoHo=fc+fa+△f式中，fc為靜撓度 ；fa為滿載弧高；△f為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， △f=s為U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度。（1）緊急制動(dòng)時(shí),前鋼板彈簧承受的載荷最大，在它的后半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力σmaxσmax=[ G1 ]/[]式中，G1—作用在前輪上的垂直靜載荷, G1=—制動(dòng)時(shí)前軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù), =—道路附著系數(shù), =—鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)度,=390mmWo—鋼板彈簧總截面系數(shù), Wo= mm3c—彈簧固定點(diǎn)到路面的距離,c=410mmσmax=[]/[]=977 MPa []=1000MPa，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強(qiáng)度核算卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即式中，F(xiàn)x—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, Fx==D—卷耳內(nèi)徑,D=30mmb—鋼板彈簧寬度,b=70mmh1—主片厚度,h1=7mm[]—許用應(yīng)力，[]=350MPa=[]=350MPa 合格（3） 鋼板彈簧銷強(qiáng)度計(jì)算為滿載靜止時(shí)彈簧端部的載荷,= Fw1/2=；b為卷耳處葉片寬70mm；d為鋼板彈簧銷直徑，取16mmMPa=7～9MPa，合格后懸架由鋼板彈簧和減振器組成。連接方法：副鋼板彈簧裝在主鋼板彈簧的下方。主副簧整體中部用蓋板和U型螺栓固定在后橋殼上，板簧縱置且布置在車架之外。后懸架總成承受并傳遞各方向的力和力矩。這樣可以使汽車在不同載荷下，保證鋼板彈簧既有適當(dāng)?shù)膹椥杂钟凶銐虻膹?qiáng)度。、副鋼板彈簧結(jié)構(gòu)參數(shù)空載靜止時(shí)汽車后懸單個(gè)鋼板彈簧的簧載質(zhì)量m=（）①主簧單獨(dú)作用時(shí)（空載）的剛度C=②主副簧完全貼合后的共同剛度C2=③主副簧開(kāi)始接觸的載荷，一般應(yīng)高于空載，取7000N④主副簧完全接觸對(duì)應(yīng)的載荷，一般應(yīng)小于設(shè)計(jì)載荷，取9000N⑤板簧從設(shè)計(jì)載荷位置到限位塊壓死的行程，fd2=63mm⑥板簧空載弧高70mm，滿載弧高20mm⑦主簧5片，寬度選80mm，厚度選8mm。滿足要求。 N/mm。L=（+）==1170mm（如圖32）圖32主副簧各片長(zhǎng)度的確定 （1）鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)下的弧高HoHo=fc+fa+△f式中，fc為靜撓度 ；fa為滿載弧高；△f為鋼板彈簧總成用U型螺栓加緊后引起的弧高變化， △f=s為U型螺栓中心距；L為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度。2. 鋼板彈簧的強(qiáng)度驗(yàn)算 （1）汽車驅(qū)動(dòng)時(shí)，后鋼板彈簧承受的載荷最大，在其前半段出現(xiàn)的最大應(yīng)力σmaxσmax=[G2l1(l2+c)]/[(l1+l2)Wo]+G2/(bh1)式中，G2—作用在后輪上的垂直靜載荷, G2=—驅(qū)動(dòng)時(shí)后軸負(fù)荷轉(zhuǎn)移系數(shù)，=—道路附著系數(shù)，=b—鋼板彈簧片寬，b=80mmh1—鋼板彈簧主片厚度, h1=8mm—鋼板彈簧前、后段長(zhǎng)度,=585mmc—彈簧固定點(diǎn)到路面的距離,c=449mmWo—鋼板彈簧總截面系數(shù), Wo =鋼板彈簧總截面系數(shù)WoWo≥[Fw(Lks)/(4[σw])] 式中，[σw]—許用彎曲應(yīng)力，[σw]=350～450MPaWo≥[(120)/(4350)]=σmax=[585(585+449) /1170]+ (808) = []=1000MPa，合格（2）鋼板彈簧卷耳的強(qiáng)度核算卷耳處所受應(yīng)力σ是由彎曲應(yīng)力和壓（拉）應(yīng)力合成的應(yīng)力，即式中，F(xiàn)x—沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力, Fx==D—卷耳內(nèi)徑,D=30mmb—鋼板彈簧寬度,b=80mmh1—主片厚度,h1=8mm[]—許用應(yīng)力，[]=350MPa=[]=350MPa 合格（3） 鋼板彈簧銷強(qiáng)度計(jì)算為滿載靜止時(shí)彈簧端部的載荷,= Fw2/2=；b為卷耳處葉片寬80mm；d為鋼板彈簧銷直徑，取16mm=7～9MPa，合格第4章 減振器設(shè)計(jì)懸架中用的最多的減振器是內(nèi)部充有液體的液力式減振器。如果能量的耗散僅僅是在壓縮行程或者在伸張行程進(jìn)行，則把這種減振器稱為單向作用式減振器，反之稱為雙向作用式減振器。根據(jù)結(jié)構(gòu)形式的不同，減振器分為搖臂式和筒式兩種。但由于工作性能穩(wěn)定而在現(xiàn)代汽車上得到廣泛的應(yīng)用。雙筒液力減振器具有工作性能穩(wěn)定和噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，在乘用車上得到越來(lái)越多的應(yīng)用。CA1046貨車選用的是雙筒式減振器相對(duì)阻尼系數(shù)=，取=10o，ms=，杠桿比n/a=1，n1= ，為懸架固有頻率=2n1=。阻尼系數(shù)=2ms/=2=A為卸荷速度；A為車身振幅，取177。=40=最大卸荷力F0====A為卸荷速度；A為車身振幅，取177。=40=最大卸荷力F0===根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計(jì)算工作缸直徑D=式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，選取[p]=；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=～，選取=，所以D===由汽車筒式減振器國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)（QC/T491—1999）選出一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸D=40mm根據(jù)伸張行程的最大卸荷力F0計(jì)算工作缸直徑D=式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取3～4MPa，選取[p]=；為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取=～，選取=，所以D===由汽車筒式減振器國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)（QC/T491—1999）選出一個(gè)標(biāo)準(zhǔn)尺寸D=50mm第5章 平順性分析和編程汽車行駛時(shí)，路面凹凸不平和發(fā)動(dòng)機(jī)的振動(dòng)均激發(fā)汽車的振動(dòng)。在同一路面上以相同車速行駛的不同汽車，由于隔振和減振性能不同，引起的振動(dòng)劇烈程度會(huì)不同。汽車行駛平順性的評(píng)價(jià)方法，通常是根據(jù)人體對(duì)振動(dòng)的生理反應(yīng)及對(duì)保持貨物完整性的影響來(lái)制訂的，并用振動(dòng)的物理量，如頻率、振幅、加速度、加速度變化率等作為行駛平順性的評(píng)價(jià)指標(biāo)。試驗(yàn)表明，為了保持汽車具有良好的行駛平順性，車身振動(dòng)的固有頻率應(yīng)為人體所習(xí)慣的步行時(shí)，身體上、下運(yùn)動(dòng)的頻率。為了保證所運(yùn)輸貨物的完整性，車身振動(dòng)加速度也不宜過(guò)大。所以，～。該標(biāo)準(zhǔn)用加速度均方根值(rms)給出了在中心頻率1～80HZ振動(dòng)頻率范圍內(nèi)人體對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三種不同的感覺(jué)界限。ISO 2631用加速度均方根值給出了人體在1～80Hz振動(dòng)頻率范圍內(nèi)對(duì)振動(dòng)反應(yīng)的三個(gè)不同感覺(jué)界限：舒適－降低界限、疲勞－工效降低界限和暴露極限。在此極限內(nèi)，人體對(duì)所暴露的振動(dòng)環(huán)境主觀感覺(jué)良好，并能順利完成吃、讀、寫(xiě)等動(dòng)作。當(dāng)駕駛員承受振動(dòng)在此極限內(nèi)時(shí)，能保持正常地進(jìn)行駕駛。當(dāng)人體承受的振動(dòng)強(qiáng)度在這個(gè)極限之內(nèi)，將保持健康或安全?！氨┞稑O限”值為“疲勞－工效降低界限”的2倍(增加6dB)；“舒適－降低界限”為“疲勞工效降低界限的1/(降低10dB)；而各個(gè)界限容許加速度值隨頻率的變化趨勢(shì)完全相同。汽車在一定路面上行駛時(shí)，其振動(dòng)量（振幅、振動(dòng)速度及加速度）的大小取決于汽車的質(zhì)量、懸架剛度、輪胎剛度和阻尼等結(jié)構(gòu)參數(shù)。在本次設(shè)計(jì)中，為了便于分析，把復(fù)雜的實(shí)際汽車在某些假設(shè)條件下，簡(jiǎn)化為等效振動(dòng)系統(tǒng)。此系統(tǒng)除了具有車身部分的動(dòng)態(tài)特性外，還能反映車輪部分在10～15Hz范圍產(chǎn)生高頻共振時(shí)的動(dòng)態(tài)特性，它對(duì)平順性和車輪的接地性有較大影響，更接近汽車懸掛系統(tǒng)的實(shí)際情況。車輪與車身垂直位移坐標(biāo)為，坐標(biāo)原點(diǎn)選在各自的平衡位置，其運(yùn)動(dòng)方程為 圖51 車身與車輪兩個(gè)自由度振動(dòng)系統(tǒng)模型根據(jù)力學(xué)定理，并結(jié)合圖51所示系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程，可以得出車身加速度、懸架彈簧動(dòng)撓度和車輪相對(duì)動(dòng)載的幅頻特性。取=9 ， =。圖52 車身加速度的幅頻特性曲線2. 相對(duì)動(dòng)載荷,對(duì)的幅頻特性其中為阻尼比；為剛度比； = m2/m1為質(zhì)量比。根據(jù)此方程，利用MATLAB進(jìn)行分析可得到車身加速度的幅頻特